汽輪機(jī)自動(dòng)主汽門半雙錐密封的改造研究

紀(jì)昌宏

(中國(guó)石化儀征化纖股份有限公司熱電生產(chǎn)中心，江蘇儀征 211900)

自動(dòng)主汽門作為電廠的高溫高壓閥，其自密封裝置的嚴(yán)密性對(duì)電廠的安全運(yùn)行有很大的影響，因此保證自動(dòng)主汽門的嚴(yán)密性是保障電廠安全經(jīng)濟(jì)運(yùn)行的主要保障之一。

1 汽輪機(jī)自動(dòng)主汽門自密封結(jié)構(gòu)

自動(dòng)主汽門是控制汽輪機(jī)進(jìn)汽的專用閥門，它的主要作用之一是在汽輪機(jī)保護(hù)裝置動(dòng)作后，迅速切斷汽輪機(jī)進(jìn)汽并使汽輪機(jī)停止運(yùn)行。如果自動(dòng)主汽門關(guān)閉時(shí)間過長(zhǎng)或者嚴(yán)密性不夠，將直接影響機(jī)組安全。對(duì)于CC50-90/42/15雙抽機(jī)組來說，在正常進(jìn)汽參數(shù)和凝汽器真空情況下，自動(dòng)主汽門關(guān)閉后(調(diào)節(jié)閥全開)，汽輪機(jī)的轉(zhuǎn)速應(yīng)能降低到1 000 r/min以下。自動(dòng)主汽門保護(hù)系統(tǒng)動(dòng)作到自動(dòng)主汽門關(guān)閉的時(shí)間，通常要求在0.5～0.8 s之間。除上述作用外，自動(dòng)主汽門還有另外一個(gè)作用，在啟機(jī)時(shí)控制進(jìn)汽量以控制汽輪機(jī)的升溫和升速。

自動(dòng)主汽門閥體承受高參數(shù)蒸汽，自密封的泄漏會(huì)直接影響行程開關(guān)的可靠性，從而壓力對(duì)汽輪機(jī)的保安系統(tǒng)產(chǎn)生嚴(yán)重威脅。密封部分零部件多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，與汽輪機(jī)油系統(tǒng)、軸封汽系統(tǒng)、門桿漏汽系統(tǒng)相連。具體自密封結(jié)構(gòu)圖如圖1所示，半雙錐密封圈外形圖如圖2所示。

2 存在問題

儀化熱電生產(chǎn)中心4臺(tái)60 MW(均由50 MW擴(kuò)容得到)抽汽機(jī)組自動(dòng)主汽門曾經(jīng)發(fā)生自密封泄漏現(xiàn)象。其中2#機(jī)曾經(jīng)發(fā)生自動(dòng)主汽門關(guān)閉而行程開關(guān)無報(bào)警信息和關(guān)閉提示，致使保護(hù)失效的情況。4#機(jī)主汽門在2002年大修后啟動(dòng)時(shí)出現(xiàn)漏汽，檢修人員采用更換密封墊、將門套平臺(tái)車削20 μm，更換門套，車削門套斜面0.2 mm，壓緊環(huán)內(nèi)圈車削0.5 mm等措施后，基本解決泄漏問題，但出現(xiàn)壓緊環(huán)變形等問題。其他機(jī)組也多次發(fā)生自動(dòng)主汽門泄漏故障，因泄漏的根本原因不能確定，所以采取的措施未達(dá)到根治的要求。

圖1 自動(dòng)主汽門密封結(jié)構(gòu)

圖2 半雙錐密封圈外形

3 自密封泄漏情況的分析

3.1 車削對(duì)密封的影響

3.1.1 車削門套平臺(tái)對(duì)密封的影響

從構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)狀況來看，車削門套平臺(tái)相當(dāng)于使門套向下移動(dòng)，增大了壓緊環(huán)與門套之間上下間隙，當(dāng)密封環(huán)受力變形后，給防止壓緊環(huán)與門套之間碰觸留下空間位移，有利于密封圈在上下壓緊力的作用下自由變形，有利于密封圈與門套之間貼合，最終有利于自密封的效果。

3.1.2 車削門套斜面對(duì)密封的影響

車削門套斜面，如果斜面的角度沒有變化，這就相當(dāng)于提高門套向上位移，就會(huì)縮小壓緊環(huán)與門套之間上下間隙，不利于密封圈在上下壓緊力的作用下自由變形，不利于密封圈與門套之間貼合，最終不利于自密封的效果。

3.1.3 車削門套圓角對(duì)密封的影響

將圓角車削掉，有利于密封構(gòu)件受力后變形移動(dòng)，提高了密封效果，但沒有考慮門套的強(qiáng)度要求，局部應(yīng)力集中，使門套凸緣圓角產(chǎn)生宏觀裂紋。門套凸緣變形損壞后，門套上升又易碰到壓緊環(huán)，影響密封效果。

3.1.4 車削壓緊環(huán)對(duì)密封效果的影響

采用了3個(gè)部位的切削，一個(gè)是壓緊環(huán)下平面的切削，一個(gè)是壓緊環(huán)內(nèi)圈的切削，一個(gè)是壓緊環(huán)下內(nèi)圈圓角的切削。從上述密封結(jié)構(gòu)上分析可知，切削壓緊環(huán)下平面，增大了壓緊環(huán)與門套之間上下間隙，當(dāng)密封環(huán)受力變形后，同樣給防止壓緊環(huán)與門套之間碰觸留下空間位移，有利于密封圈在上下壓緊力的作用下自由變形，有利于密封圈與門套之間貼合，最終有利于自密封的效果。切削壓緊環(huán)下軸內(nèi)徑圓角，同樣也有利于密封。切削壓緊環(huán)內(nèi)圈，對(duì)密封效果影響不大。但并未考慮車削壓緊環(huán)對(duì)壓緊環(huán)以及整個(gè)密封結(jié)構(gòu)的影響，只對(duì)密封的效果作了定性分析。實(shí)際檢查中發(fā)現(xiàn)，壓緊環(huán)切削后，在受壓力后，變形較大。內(nèi)圈及上下端面尺寸均發(fā)生了變化，如表1所示。

表1 新舊壓緊環(huán)內(nèi)徑對(duì)比表

3.2 自動(dòng)主汽門閥體變形對(duì)自密封的影響

通過幾次大修中對(duì)自動(dòng)主汽門閥體的解體檢查，發(fā)現(xiàn)閥體內(nèi)部不同部位出現(xiàn)了不同程度的裂紋。自動(dòng)主汽門宏觀裂紋圖如圖3所示。從裂紋的位置來看，大部分出現(xiàn)在閥體褲衩管中心處。通過受力分析可知，此處受力集中，加上此處開一只ф30的測(cè)溫計(jì)插孔，易產(chǎn)生處理缺陷。蒸汽進(jìn)入閥體后，會(huì)直接對(duì)內(nèi)表面產(chǎn)生沖刷，啟停機(jī)過程中存在熱交換強(qiáng)度交替變化過程，會(huì)產(chǎn)生金屬內(nèi)應(yīng)力，時(shí)間越長(zhǎng)破壞越大。

圖3 自動(dòng)主汽門殼體宏觀裂紋圖

4 自動(dòng)主汽門密封結(jié)構(gòu)有限元分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

4.1 軟件選擇

ABAQUS軟件作為國(guó)際上公認(rèn)最好的、最先進(jìn)的CAE大型通用分析軟件之一，可以處理包括幾種不同材料、承受復(fù)雜的機(jī)械和熱載荷過程以及變化的接觸條件的非線性組合問題等［2］。

4.2 建立模型

因自動(dòng)主汽門半雙錐密封結(jié)構(gòu)和載荷均為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，故可轉(zhuǎn)換為二維軸對(duì)稱問題，降低模型規(guī)模，縮短計(jì)算時(shí)間。忽略四合環(huán)與閥殼體的接觸，將其合并成為一個(gè)部件，統(tǒng)稱為閥殼體。簡(jiǎn)化后，自動(dòng)主汽門半雙錐密封結(jié)構(gòu)尺寸圖如圖4所示。設(shè)備正常運(yùn)行時(shí)，自動(dòng)主汽門半雙錐密封結(jié)構(gòu)的工作條件如表2 所示［3］。

表2 半雙錐密封結(jié)構(gòu)工作條件

不考慮重力的情況下各部件的材料及線膨脹系數(shù)如表3所示。

表3 各部件的材料及線膨脹系數(shù)

圖4 半雙錐密封結(jié)構(gòu)尺寸圖

定義接觸面、閥殼體與壓緊環(huán)的接觸為AB，壓緊環(huán)與密封環(huán)的接觸為CD，密封環(huán)和門套的接觸為EF。接觸面的性質(zhì)為庫(kù)倫摩擦，摩擦系數(shù)為0.2，忽略部件位移，采用小滑移的面面接觸。接觸面由主面和從面組成，主面為剛度較大的面(兩個(gè)面剛度相似時(shí)選擇網(wǎng)絡(luò)較粗的面)。有限元模型及接觸面的定義如圖5所示。

圖5 自動(dòng)主汽門有限元模型

4.3 實(shí)驗(yàn)分析及相應(yīng)改進(jìn)措施

ABAQUS自動(dòng)創(chuàng)建一個(gè)初始分析步，以密封環(huán)上的接觸應(yīng)力為主要研究對(duì)象，在其中施加邊界條件和載荷并對(duì)閥殼體右側(cè)部分的網(wǎng)絡(luò)細(xì)化以提高分析精度。根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際支撐情況，模擬計(jì)算時(shí)在相應(yīng)部位考慮固支、簡(jiǎn)支情況。簡(jiǎn)支約束處受約束的方向位移定為0，不受約束的方向位移自由，另外3個(gè)轉(zhuǎn)角自由;固支約束處，3個(gè)方向位移和轉(zhuǎn)角均限定為0。在整個(gè)運(yùn)動(dòng)過程中，閥殼體的軸向位移為0，可能出現(xiàn)徑向位移。所以閥殼體底部的約束定義為U2=0，而不約束徑向位移。整個(gè)軸對(duì)稱模型的對(duì)稱軸上約束徑向位移U1=0。而門套受到高溫介質(zhì)的作用，載荷類型為PRESSURE，正值表示壓力。介質(zhì)壓力為9.4 MPa，考慮到軸向的泄漏及其他因素，實(shí)際作用在閥殼體上的壓力大小為8.5 MPa，方向向上。最終的單元類型為CAX4I及四節(jié)點(diǎn)四邊形軸對(duì)稱非協(xié)調(diào)單元，自動(dòng)主汽門半雙錐密封結(jié)構(gòu)有限元模型如圖5所示［4］。

經(jīng)分析可知自動(dòng)主汽門自密封結(jié)構(gòu)配合尺寸有明顯的問題，壓緊環(huán)的內(nèi)側(cè)與自動(dòng)主汽門門套已經(jīng)碰觸，壓緊環(huán)與密封環(huán)之間沒有足夠的壓緊力，密封環(huán)與自動(dòng)主汽門門套錐密封面沒有貼緊，密封齒未壓倒，不能形成有效密封，造成密封失效，因而需要對(duì)密封結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行改進(jìn)。

4.4 改進(jìn)措施

4.4.1 增加密封環(huán)高度(方案1)

首先確定高度增加值，逐漸增加密封環(huán)的高度，直到變形后壓緊環(huán)和門套不再接觸，此時(shí)，自動(dòng)主汽門自密封結(jié)構(gòu)即能滿足使用要求。高度增加值如表4所示。

表4 密封環(huán)高度增加值

不同密封環(huán)高度下，壓緊環(huán)與門套的變形后的相對(duì)位置如圖6依次所示。分析可知密封環(huán)高度增加越多，越有利于密封效果，但同時(shí)也增加了加工成本。因此增加的最優(yōu)高度為1.5 mm，改進(jìn)后密封環(huán)高度為22.5 mm，作為方案1，其MISES應(yīng)力分布如圖7所示。密封環(huán)上的整體應(yīng)力與原工況相比有所下降。

密封環(huán)與壓緊環(huán)接觸面CD的接觸應(yīng)力如圖8所示。C點(diǎn)處的應(yīng)力明顯增大，最大接觸應(yīng)力為420 MPa，但是應(yīng)力隨著距離的變化規(guī)律并沒有改變。兩個(gè)部件的接觸面積減小了，應(yīng)力平穩(wěn)值出現(xiàn)在距離為1.5 mm附近，大小為100 MPa。大于2 mm時(shí)，接觸面上的接觸應(yīng)力為0，說明兩個(gè)部件沒有接觸。密封環(huán)發(fā)生了翹曲。

圖6 變形后壓緊環(huán)與門套的相對(duì)位置

圖7 方案1條件下自動(dòng)主汽門MISES應(yīng)力分布

圖8 方案1條件下CD面上的接觸應(yīng)力分布

密封環(huán)與門套接觸面EF上的接觸應(yīng)力如圖9所示。接觸應(yīng)力的變化規(guī)律與原工況相比有了很大的變化，最大接觸應(yīng)力不在距離為10 mm處，而是出現(xiàn)在7 mm處，并且有很小一段的平穩(wěn)值，最大應(yīng)力為130 MPa，整體應(yīng)力也較大。

鑒于以上分析，設(shè)備正常運(yùn)行時(shí)，壓緊環(huán)與門套的相對(duì)位移為0.9 mm，考慮機(jī)械振動(dòng)的因素影響，兩者的改進(jìn)尺寸均定為1.5 mm。

4.4.2 減小壓緊環(huán)高度(方案2)

切銷壓緊環(huán)下平面，相當(dāng)于使壓緊環(huán)向上移動(dòng)，增大了壓緊環(huán)與門套之間上下間隙，當(dāng)密封環(huán)受力變形后，防止壓緊環(huán)與門套之間接觸。對(duì)壓緊環(huán)下平面切銷1.5 mm后，密封環(huán)與壓緊環(huán)接觸面CD上的接觸應(yīng)力分布與原工況基本相同，最大應(yīng)力有所增加，為280 MPa。距離從0到2 mm時(shí)，接觸應(yīng)力從最大值減小到50 MPa，并出現(xiàn)了一小段穩(wěn)定值，距離從2.5到3 mm時(shí)，接觸應(yīng)力繼續(xù)減小到0，并保持到D點(diǎn)。密封環(huán)與門套接觸面EF上的接觸應(yīng)力分布與原工況也基本相同，由此可見壓緊環(huán)低端的車削，對(duì)密封環(huán)與門套接觸應(yīng)力影響不大。

圖9 方案1條件下EF面上的接觸應(yīng)力分布

4.4.3 減小門套高度(方案3)

從構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)狀況來看，車削門套平臺(tái)，相當(dāng)于使門套向下移動(dòng)，增大了壓緊環(huán)與門套之間上下間隙，當(dāng)密封環(huán)受力變形后，防止壓緊環(huán)與門套之間碰觸留下空間位移。對(duì)門套平臺(tái)車削1.5 mm時(shí)，密封環(huán)上的應(yīng)力與原工況相比變化不大。密封環(huán)與壓緊環(huán)接觸面CD上的接觸應(yīng)力與原工況相比基本相同。同樣是隨著距離的增加，接觸應(yīng)力逐漸減小的。密封環(huán)與門套接觸面EF上的應(yīng)力變化與原工況類似，但最大應(yīng)力的位置不同。當(dāng)距離小于2 mm時(shí)，接觸應(yīng)力為0，距離為2～10 mm時(shí)，從0增加到80 MPa，為局部最大值。當(dāng)距離為10～13 mm時(shí)，應(yīng)力減小到18 MPa。當(dāng)距離接近15 mm時(shí)，應(yīng)力增加到128 MPa。EF面上的接觸應(yīng)力與原工況相比，應(yīng)力最大值增加了28 MPa。

實(shí)踐過程中，在方案3基礎(chǔ)上又減小了倒角，后分析發(fā)現(xiàn)，由于門套與密封環(huán)接觸的位置是簡(jiǎn)支結(jié)構(gòu)，在倒角處會(huì)產(chǎn)生較大的應(yīng)力集中，進(jìn)而造成密封失效。

4.5 結(jié)構(gòu)改進(jìn)比較結(jié)果

通過對(duì)模型中尺寸的修改，解決了壓緊環(huán)與門套接觸造成的密封失效。比較3種方案，第1種將密封環(huán)的高度增加1.5 mm的改進(jìn)方案不僅可以解決位移過大產(chǎn)生的密封失效，密封環(huán)與門套之間的接觸應(yīng)力比其他兩種方案大，即密封面上的接觸應(yīng)力大，會(huì)更有利于密封。同時(shí)在滿足使用要求的前提下，密封環(huán)上的整體MISES應(yīng)力有所減小。因此方案1最優(yōu)?？梢愿鶕?jù)有限元分析的結(jié)論對(duì)密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

5 結(jié)語

通過分析自動(dòng)主汽門自密封雙錐環(huán)密封機(jī)理，對(duì)連接結(jié)構(gòu)相關(guān)部位的材料力學(xué)性能、材質(zhì)分析、密封副密封面的表面形貌分析等方面的研究，以及通過調(diào)查現(xiàn)場(chǎng)自動(dòng)主汽門自密封泄漏和處理情況，確定了影響密封的主要因素，建立了自動(dòng)主汽門半雙錐齒形金屬密封結(jié)構(gòu)有限元計(jì)算模型，確定了密封結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，新的密封環(huán)自使用后密封狀況良好，迄今再未出現(xiàn)半雙錐環(huán)泄漏問題。

［1］山西省電力工業(yè)局.汽輪機(jī)設(shè)備檢修［M］.北京:中國(guó)電力出版社 ，1997:157－162.

［2］莊拙，由小川，廖劍暉，等.基于ABAQUS的有限元分析和應(yīng)用［M］.北京:清華大學(xué)出版社，2009.

［3］蔡仁良，鄭建榮，岑紅.高壓分離器雙錐環(huán)密封失效的數(shù)值模擬［J］.華東理工大學(xué)學(xué)報(bào)，1998，24(2):181 ～185.

［4］蔡仁良，鄭建榮，岑紅.八角墊密封的有限元分析［J］.化工機(jī)械，1995，22(3):148 ～151.